【文章內(nèi)容簡介】 (26)式中 ψ——相對阻尼系數(shù)；ms——前懸架簧上質(zhì)量(kg)；a——懸架安裝角度；——汽車前懸架固有頻率(Hz)。后懸架為多連桿懸架，其阻尼系數(shù)為： (27)式中 ψ——相對阻尼系數(shù)； ms——后懸架簧上質(zhì)量(kg)； ——汽車后懸架固有頻率(Hz)；a——后懸架下橫臂長度(mm)；b——后懸架上橫臂長度(mm)。由計算知，；。 減振器最大卸荷力F0的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度vx。卸荷速度的計算公式為： (28)式中 A——車身振幅，取177。40mm； ——汽車后懸架固有頻率(Hz)；a——后懸架下橫臂長度(mm)；b——后懸架上橫臂長度(mm)。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：vx=cos10176。=，～。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： F0 = δvx (29)可以計算最大卸荷力。該式中，c是沖擊載荷系數(shù)，取c=。代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力 F0 。 減振器工作缸直徑確定減振器工作缸直徑計算公式為： (210)式中 [p]——工作缸最大壓力，取3 MPa； λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，； F0——伸張行程最大卸荷力(N)；代入計算得工作缸直徑D為：。減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、(45mm)、50mm、65mm 等幾種。選擇工作缸直徑D=45mm 的減振器，活塞行程S=100mm， Lmin=L+S=240+100=340mm（壓縮到底的長度），Lmax=L+S=340+240 =580mm（拉足的長度），防塵罩直徑Dc = 56mm，壁厚取2mm。 導向機構(gòu)設計獨立懸架導向機構(gòu)的要求有：車輪跳動時，輪距變化不超過177。4mm以防止輪胎早期磨損。車輪跳動時，前輪定位角變化特性合理。轉(zhuǎn)彎時，車身在 ，車身側(cè)傾角不大于3—4176。，并保證車輪與車身傾斜同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應[10]。制動及加速時，車身應有“抗點頭”及“抗后坐”效應。應具有足夠的強度，以可靠地承受及傳遞除垂直力以外的力和力矩。導向機構(gòu)決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的變化，以及汽車前后側(cè)傾中心及縱傾中心的位置。利用經(jīng)驗數(shù)據(jù)軟件，根據(jù)車輛總體參數(shù)、懸架布置形式及彈簧剛度，對導向機構(gòu)初始值進行初選。前懸架初選值計算如圖21，后懸架初選值計算的如圖22。圖21 麥弗遜懸架分析圖22 后懸架分析 本章小結(jié)本章講述了汽車懸架系統(tǒng)設計的各項基本要求，并以PQ46平臺為原型對懸架系統(tǒng)各機構(gòu)進行了設計。汽車懸架系統(tǒng)的設計主要包括彈性元件、減振器、導向機構(gòu)的設計，導向機構(gòu)的設計決定著系統(tǒng)的運動學性能，減振器與彈性元件決定著懸架的振動特性。懸架元件基本參數(shù)對汽車平順性與操縱穩(wěn)定性有重要的影響，是懸架性能優(yōu)劣的決定因素。第 3 章 CATIA建模與分析 CAD技術(shù)概述及CATIA簡介汽車行業(yè)是CAD技術(shù)最先應用的領域之一，到現(xiàn)在，CAD技術(shù)幾乎被所有汽車公司所采用，可以說CAD技術(shù)的應用水平，已經(jīng)成為評價一個國家汽車工業(yè)水平的重要指標。CAD技術(shù)在企業(yè)中的成功應用，不僅帶來了企業(yè)技術(shù)上的創(chuàng)新，同時帶動了企業(yè)經(jīng)營管理模式的變革。因此，它對我國傳統(tǒng)產(chǎn)業(yè)的改造、新技術(shù)的興起，以及汽車工業(yè)提高國際競爭力等方面，起到了巨大的推動作用[11]。CATIA是法國達索公司的產(chǎn)品開發(fā)旗艦解決方案。CATIA將機械設計，工程分析及仿真，數(shù)控加工，網(wǎng)絡應用解決方案有機的結(jié)合在一起，為用戶提供嚴密的無紙工作環(huán)境。特別是CATIA中的針對汽車、摩托車業(yè)的專用模塊，使CATIA擁有了最寬廣的專業(yè)覆蓋面，從而幫助客戶達到縮短設計生產(chǎn)周期、提高產(chǎn)品質(zhì)量及降低費用的目的。CATIA的混合建模功能涉及到草圖設計模塊、基礎零件模塊、創(chuàng)成曲面模塊及鈑金設計模塊?？梢詫崿F(xiàn)工程圖繪制、三維模型建立及曲面修復等功能。CATIA/GSA創(chuàng)成式應力分析模塊在產(chǎn)品開發(fā)過程中為工程師提供了一個應力分析工具，為鑄件、鍛件或厚壁零件設計的提供指導。CATIA有限元模型生成器產(chǎn)品作為一個完整的工具，可為諸如機械和熱力學這樣的許多方面的分析準備幾何模型[12]。該產(chǎn)品同時具有強大的網(wǎng)格劃分功能，配以自動化的特征，便可生成有限元模型。本設計中運用CATIA混合建模功能對前后懸架系統(tǒng)建立三維模型，之后借助CATIA/GSA模塊的創(chuàng)成式零件應力分析功能，對主要受力元件進行剛度與強度校核。 CATIA建模過程 前后彈簧的建模在混合建模功能中利用掃略操作來創(chuàng)建彈簧，首先建立前懸架彈簧。進入曲面設計模塊，繪制螺旋線作為掃描軌跡線。螺旋線螺距為25mm, , 彈簧螺旋角為7176。，彈簧自由高度近似取174mm。然后建立掃略輪廓，在螺旋線的起點先建立一個平面，以此平面為支撐繪制彈簧的截面圓，彈簧鋼絲直徑為12mm。選擇工具欄“掃掠成形實體”，“掃掠成形定義”對話框中設定掃掠成形實體參數(shù)，在“輪廓”文本框中選擇圓形草圖。在Profile control(輪廓控制)下拉列表框中選擇Keep angle選項。建立如圖31的彈簧。建立后懸架彈簧的步驟同上，螺旋線螺距為28mm, 彈簧中經(jīng)為104mm, 彈簧螺旋角為7176。，彈簧自由高度近似取153mm。然后建立掃略輪廓，在螺旋線的起點先建立一個平面，在這個平面再繪制彈簧的截面，彈簧鋼絲直徑為14mm。建立如圖32彈簧。 圖31 前懸架彈簧 圖32 后懸架彈簧 轉(zhuǎn)切除彈簧端部，選中模型樹中的zx參考平面，即進入草圖繪制模式。在彈簧的兩端繪制出一個矩形，標注矩形的一邊到彈簧端部的距離。使用拉伸切除功能，剪切彈簧兩端，完成彈簧建模。 減振器的建模減振器組件包括：活塞桿、工作缸筒、活塞、伸張閥、儲油缸筒、壓縮閥、.補償閥、流通閥、導向座、.防塵罩、油封，減振器外筒上焊接安裝支座。本文設計的連接結(jié)構(gòu)是一種上部為螺紋連接，下部為吊環(huán)連接形式的減振器，上部以上螺紋及穿在螺紋上的橡膠襯套、墊圈和車身連接，下部以吊環(huán)及吊環(huán)內(nèi)的附件和橫臂連接?；钊麠U與活塞采用基礎零件建模模塊設計，應用拉伸操作，選用鋼材料。工作缸筒與安裝支座采用“Sheet metal Design”鈑金模塊設計，并預先標注安裝定位銷位置。油封與密封結(jié)構(gòu)件選擇的材料是丁腈橡膠，連接型式是粘接結(jié)構(gòu)。粘接結(jié)構(gòu)是橡膠部分和金屬骨架分別加工制造，再用膠粘接在一起成為外露骨架型。零件建模完成后，在ASS模塊中對各零件進行組裝。相合類型約束用于對齊幾何元素，根據(jù)所選擇的幾何元素，可以獲得同心、同軸或共面約束。以減振器中軸線為徑向基準，對組建使用對中定義確定定位位置，以活塞上表面為軸向基準，使用面間距離確定位位置。組裝后，前懸架減振器如圖33，后懸架減振器如圖34。圖33前懸架減振器圖 34 后懸架減振器圖 導向機構(gòu)與轉(zhuǎn)向節(jié)建模建立導向機構(gòu)時，采用基礎零件建模模塊設計。以拉伸與剪切建立鉸接點，延連桿軸線設立平面。以平面為基礎，繪制輪過界面線，應用輪廓掃略生成模型。建立前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)如圖35，前懸架下橫臂如圖36，后懸架連桿如圖37，后懸架上橫臂如圖38。 圖35前懸架轉(zhuǎn)向節(jié) 圖36前懸架下橫臂圖37后懸架連桿 圖38后懸架上橫臂 前后懸架裝配首先在裝配中引入轉(zhuǎn)向節(jié)，以轉(zhuǎn)向節(jié)為裝配基準，并將轉(zhuǎn)向節(jié)錨定，之后通過轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接處定位面定位各橫臂與連桿。并以懸架為父級裝配模塊引入減振器子裝配，實現(xiàn)父級裝配的柔性修改。各零部件位置選定后，在元件之間設置約束關(guān)系并使用Compass羅盤移動已加上了約束的元件，檢查元件是否會根據(jù)加上的約束作出預計的反應。前懸架裝配完畢如圖39，后懸架裝配完畢如圖310。圖39前懸架系統(tǒng) 圖310后懸架系統(tǒng)以整車布置尺寸裝配前后懸架如圖311：圖311整車懸架系統(tǒng) 主要零件的CAE校核導向機構(gòu)在懸架中負責車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠的傳遞，路面對車輪的垂直載荷依次通過轉(zhuǎn)向節(jié)、下球頭銷、下橫臂和減振機構(gòu)傳遞到車身和車架上。而縱向力、側(cè)向力與力矩均由轉(zhuǎn)向節(jié)、連桿及橫臂承受和傳遞，這三種組件受力最為復雜[12]。因此本設計主要對以上三種組件進行剛度與強度校核。CATIA有限元分析模塊可以進行的分析有Static case靜態(tài)分析， Frequency case模態(tài)分析，Buckling Case撓度分析，Combined case組合分析等。本文分析結(jié)果以應力應變云圖輸出，剛度與強度校核功能，對懸架結(jié)構(gòu)進行有限元分析。首先對所分析零件限定約束，在預設受力點分別設定X、Y、Z方向的受力。選擇默認網(wǎng)格劃分，設定材料為鋁，抗拉強度195MPa、%、硬度65HB。計算結(jié)果將由應力云與應變云得出，文件將由External Storage對話框選頂保存目錄。當添加力安全系數(shù)選擇3時，鋁件有限元分析如圖311—314： 圖311連桿強度校核 圖312連桿剛度校核圖313橫臂強度校核圖 314橫臂剛度校核圖由分析結(jié)果知，各部件最大應力為：后懸架前拉桿126MPa, 后懸架后拉桿75MPa,，全部小于材料的許用應力195MPa，各零件強度符合設計要求。各部件最大位移為：, ,，且各零件變形均在合理范圍內(nèi),強度符合設計要求。45鋼抗拉強度為600MPa,屈服強度為355MPa,伸長率為16%，斷面收縮率為40%，沖擊功為39J。對于選用45號鋼為材料的部件，有限元分析結(jié)果如圖315與圖316。圖315轉(zhuǎn)向節(jié)強度校核 圖316轉(zhuǎn)向節(jié)剛度校核由分析結(jié)果知，各部件最大應力為：前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)297MPa，后懸架轉(zhuǎn)向節(jié)143MPa。全部小于600MPa，各零件強度符合要求。各部件最大位移為：，,各零件變形均在合理范圍內(nèi)。 本章小結(jié)本章概述了CAD技術(shù)的發(fā)展概況，并簡要介紹了CATIA這一汽車設計過程中常用的軟件。本章主要介紹了論文在設計過程中所建立的CATIA模型的各項細節(jié)，并分節(jié)介紹了懸架系統(tǒng)各個部分的建模過程。并應用GSA模塊對各主要零件進行了CAE分析，校核了零件的強度與剛度。CATIA軟件的應用，在簡化設計過程的同時，保障了零件設計質(zhì)量。第 4 章 懸架運動學仿真 懸架仿真簡介 懸架仿真發(fā)展與現(xiàn)狀在整車運動過程中，當路面存在一定的不平度時，輪胎和車身之間的相對位置將發(fā)生變化，這也將造成車輪定位參數(shù)發(fā)生相應的變動。如果車輪定位參數(shù)的變動過大的話，將會加劇輪胎和轉(zhuǎn)向機件的磨損并降低整車操縱穩(wěn)定性和其他相關(guān)性能，所以原則上，車輪定位參數(shù)的變化量不能太大。懸架的運動學及動力學分析是汽車布置設計、運動校核的重要內(nèi)容之一，也是研究汽車平順性、操縱穩(wěn)定性等汽車性能的主要方法。懸架分析的類型有：車輪跳動分析；側(cè)傾與垂直力分析；轉(zhuǎn)向分析；靜載荷分析；外部文件分析。車輪跳動分析可以讓我們發(fā)現(xiàn)懸架垂直跳動時懸架特性如何改變?？偣部梢詧?zhí)行以下三種車輪垂直跳動分析：左右車輪平行垂直跳動分析；左右車輪反向垂直跳動分析；單邊車輪垂直跳動分析與左右車輪反向垂直跳動分析相比，側(cè)傾與垂直力分析允許車輪的垂直位置自調(diào)整，只要能確保各個車輪的垂直載荷的總和保持恒定[13]。傳統(tǒng)設計一般采用經(jīng)驗設計、數(shù)學推導法以及幾何作圖等方法，雖然可以滿足設計要求，但精度和效率不高。傳統(tǒng)的方法已經(jīng)很難滿足日益加速的設計需求，為縮短開發(fā)周期、降低開發(fā)成本，有必要采用新的設計方法。多體系統(tǒng)動力學是在經(jīng)典力學基礎上發(fā)展起來的，與車輛設計、航天器控制、機器人學、機械動力學等領域密切相關(guān)且起重要作用的新的力學分支。隨著近幾十年來對機械系統(tǒng)的高性能、高精度的設計要求不斷的提升，加之高速度、高性能計算機的發(fā)展和計算方法的成熟，